关于柴油机连杆设计

1、关于柴油机连杆设计第一章绪论1.1 课题的意义及主要工作1.1.1 课题的背景和意义近百年来，柴油机因其功率范围大、效率高、能耗低，在各型民用船舶和中小型舰艇推进装 置中确立了其主导地位。新材料、新工艺、新技术的不断开发使用，为柴油机注入了新的活力， 使其在动力机械，尤其在船舶动力方面依然发挥着无法替代的作用。据统计，在2000吨以上的船 舶中，柴油机作为动力的超过95%,预计这一情况仍将持续下去【以 受油价的影响，以及一些 柴油机的缺点（比如烟度和噪声）被一一克服，现在在乘用车市场，柴油动力开始渐渐显示其独 特魅力。但是，由于受各种因素的影响，我国的柴油机研究还是落后于世界先进水平。经历多年

2、的市 场实践，国内柴油发动机生产企业已不再满足于凭借引进产品获得市场上的暂时领先，而认识到 核心技术是最关键的，只有通过引进、消化、吸收的途径，自己掌握了核心技术，企业才会有发 展后劲并获得可持续发展的条件。随着我国造船事业的进一步发展，作为船舶配套中最重要的一 个环节，柴油机技术的发展瓶颈已日益凸显。因此，必须研发具有我国自主知识产权的柴油机， 以提高我国船舶制造的国产率。发动机是船舶的心脏，而发动机连杆则是承受强烈冲击力和动态应力最高的动力学负荷部件, 其在工作中承受着急剧变化的动载荷，再加上连杆的高频摆动产生的惯性力,会使连杆杆身发生形 变，轻则会影响曲柄连杆机构的正常工作，使机械效率下

3、降。重则会破坏活塞的密封性能，使排放 恶化，甚至造成活塞拉缸、拉瓦，使发动机无法正常工作。因此对其刚度和强度提出了很高的要 求。以往，连杆的的制造以铸造法和锻造法为主；20世纪80年代以来，由于采用粉末锻造法大批 量生产的粉锻连杆具有力学性能优、尺寸精度高、质量较轻及质量偏差很小等特点，因而相继在 发达国家快速发展，逐渐取代铸造和锻造连杆。而高密度烧结法制造连杆也快速发展，并具有 良好的力学性能。1.1. 2主要工作本课题的工作可以分为三大部分。第一部分为连杆的结构和基本尺寸的设计过程；第二部分为运用UG对所设计的连杆进行三维建模装配；第三部分为柴油机连杆的有限元分析及强度校核。1. 2柴油机

4、数字化建模技术采用三维模型进行产品开发，其过程如同实际产品的构造或加工“制造”装配过程一样反映 产品复杂的几何形状及相互之间的位置或装配关系，使产品开发过程更加符合开发工程师习惯和 思维方式。这样，工程师可以更加专注于产品设计本身，而不是产品的图形表示。利用三维装配 模型实现动态模拟后，可以进行干涉检验，还可以观察模型中某点的运动轨迹，绘出位置速度、 加速度曲线，并分析其运动特征，为相关计算提供依据，保证了产品开发的可靠性，同时有利于 缩短产品的开发周期。目前，我国船舶柴油机的研发、生产制造已具有一定的基础，具备了一批科研、开发、试验、 制造等基础设施条件。表现在各研发机构和生产部门在单项上基

5、本积累了初步的研发、制造经验, 引进了一些较为先进的计算设计仿真软件。但是，由于国内研发体系起步较晚，技术深度不足， 总体技术水平还是较差。数字化设计技术是实现大型复杂装备系统快速研制的必要手段。本课题对数字化设计在船用 柴油机设计中的技术进行基础性研究，并将该技术应用于某型柴油机的研发中，这对船用柴油机 实现设计、制造的集成，缩短柴油机研制周期，降低研发成本，实现我国船舶工业跨越发展有 着一定的推动作用。1.3有限元分析法在产品设计中的应用当前，有限元分析技术在发动机零部件设计过程中发挥着越来越重要的作用，它不仅缩短了 设计周期，而且也大大提高了设计精度。连杆是发动机中重要零件，也是易发生故

6、障的零件，目 前对它的设计、分析已广泛地采用有限元法同。1. 4本章小结本章主要介绍了本课题的工程研究背景和主要工作，并简单介绍了数字化建模技术和有限元 分析在柴油机连杆设计校核方面的应用。第二章连杆结构设计特点及基本加工工艺1.1 国内外研究现状及存在的问题1.1.1 船用高速柴油机的特点及发展现状近年来，我国船用柴油机的技术水平获得较大发展，通过技术引进，不但使我们掌握了国外 柴油机先进技术，同时对我国柴油机制造工厂进行了相应的技术改造，补充和更新了一批关键工 艺装备，健全了工厂的基础设施，加强了质保管理系统，相应培养了一批专业人才，积累了他们 对先进柴油机的制造和试验的经验，在消化、吸收

7、国外先进技术同时，给我国自行研制柴油机奠 定了良好的基础。与此同时，在各研究设计院所、高等院校和制造企业通力合作下，我国也研制 了不少新一代船用柴油机产品，通过大量研究和试制工作，也取得了不少丰硕成果。80年代初以来，我国陆续引进了一些较先进机 型的生产许可证，如Deutz MwM604B和234, $20, ATL25, DL22, SEMT Pielstiek PA6 和 PC2, MTU331 / 396 等，1991 年又引进了 MTU956 /U63. 02。其中，有的机型已投产，有的正在准备投产，这些对我国柴油机的发展起到了积极 作用。在吸收国外先进技术的同时，我国对老机型作了改进

8、提高，如12VE230柴油机将功率 从1618kW提高到2426kW,同时也开发了一些新机型。但总的说来，我国现有的船用柴油机主 要技术指标如强载度、可靠性和燃油消耗率等与国外先进机型相比，尚存在不少差距也。我国船用中高速柴油机产业发展现状是：设计、研究和生产体系初具规模，总体水平不高， 关键零部件制造工艺落后，达不到高质量水平。2. 1. 2连杆设计制造的现状与特点随着汽车、船舶等工业制造技术的发展，对于发动机的动力性能及可靠性要求越来越高，而 连杆的强度、刚度对提高发动机的动力性及可靠性至关重要，因此国内外各大发动机研制公司对 发动机连杆用材料及制造技术的研究都非常重视。目前，碳素钢和合金

9、钢连杆、非调质钢连杆、粉末冶金连杆、钛合金连杆等都有很广泛的应 用，但在力学性能、生产成本等各个方面又各有优劣。非调质钢由于其材料的成本不高，作为一 种廉价的节能钢种，非调质钢正在逐步地取代调质钢，国外几乎完全采用非调质钢生产连杆。随 着发动机轻量化的要求，连杆的设计应力提高，中碳镒钢系列非调质钢的强度无法满足要求，目 前德国在该钢种的基础上开发了强度级别更高的钢种，正在推广应用。粉末烧结锻造连杆的特点 是经济效益显著，一般认为粉末烧结锻造连杆与锻钢连杆相比，材料可节约40%,生产成本可降低 10%,能源消耗可节；但前些年由于金属粉末的种类极少，又受到成本的限制，发展不快。钛合金 连杆可大幅度

10、地降低连杆的质量，但金属钛的抗拉强度比较低日。高强度、轻量化、低成本是发动机连杆的发展趋势，我国的发动机锻钢连杆制造技术与国外 差距不大，但在连杆轻量化方面还相当落后。我国的钛合金连杆、纤维强化铝合金连杆、粉末冶 金锻造连杆的研究才刚刚起步。虽然连杆加工本身所包括的工艺内容并不复杂，但由于材质、外形尺寸以及要求的加工精度, 经常给加工带来不少困难。锻造毛坯的精度及刚性差、孔加工的精度低、连续带状切屑的断屑、 平面加工的毛刺、因夹压和内应力的重新分布而产生的几何变形等，是加工工艺长期以来需要研 究和解决的主要技术问题。所以，连杆的工艺设计只有通过现场的不断改善，才能最终达到设计 的目标。2.2连

11、杆的结构设计特点分析在分析连杆的设计结构之前,应充分了解连杆的运动情况和受力情况。2. 2. 1连杆的运动分析连杆是柴油机传递动力的主要运动件,在机体中作复杂的平面运动,连杆小头随活塞作上下运 动,连杆大头随曲轴作高速回转运动。连杆杆身在大、小头孔运动的合成下作复杂的摆动。其作用 是将活塞顶的气体压力传给曲轴。又受曲轴驱动而带动活塞压缩气缸中的气体区O2. 2. 2连杆的受力分析连杆组在工作时工作条件恶劣承受着三方面的作用力；(1)气缸内的燃气压力；(2)活塞连杆组的往复运动惯性力；(3)连杆高速摆动时所产生的横向惯性力。这三种力的大小和方向随着曲轴转角的变化而不断地变化山。综合起来的结果使连

12、杆处于一 种交变的复杂受力状态。由于连杆为一细长杆件，当受压缩和横向惯性力作用时，若连杆杆身刚度不足，则会产生弯 曲变形。若在垂直于摆动平面内发生弯曲，则危害更大，造成轴承不均匀磨损，甚至烧瓦。2. 2. 3连杆的结构分析图连杆把活塞和曲轴连接起来,连杆组一般由连杆体、大头盖、连杆螺栓、轴瓦和连 杆小头衬套等组成。连杆体包括连杆小头、杆身和连杆大 头的上部。连杆大头的上部与连杆大头盖一起组成连杆大 头连杆结构如图2-1所示：1-连杆衬套2-连杆小头3-连杆杆身4-连杆螺钉5-连杆大头6-连杆轴瓦7-连杆端盖8-连杆轴瓦凸键9-连杆轴瓦定位槽图2-1连杆结构连杆小头与活塞销相连接，并与活塞一起作

13、往复运动；连杆大 头与曲柄销相连接，和曲轴一起作旋转运动；连杆的其余部分则作复杂的平面运动。作用于活塞 上的力经连杆传给曲轴。连杆必须具有足够的结构刚度和疲劳强度。在力的作用下，杆身应该不致被显著压弯，连杆 大小头也应该不致显著失圆。杆身弯曲会使活塞相对于气缸、轴承相对于轴颈发生歪斜；也的失 圆会使轴承失去正常配合回。如果强度不足，在发动机动转过程中一旦发生连杆杆身、大头盖和 连杆螺栓断裂，就会使机器受到严重的破坏。2.3连杆的工作条件和设计要点连杆在高速运动中承受由活塞组传递的气缸压力和往复惯性力的反复压缩和拉伸，由此可能 产生疲劳破坏，是内燃机主要受力运动件之一。连杆大小头轴承的润滑条件苛

14、刻，工作中反复受 到挤压和冲击国。“小体积、大功率、低油耗”是高性能柴油机对连杆提出的基本要求，其设计要点如下：(1)在确保足够强度和刚度的条件下尽可能减轻外形尺寸和质量；(2)注意过渡圆角及细节的设计，特别是连杆小头与杆身的过渡圆角及连杆大头盖的螺栓支 承面的过渡圆角设计，防止应力集中；(3)必须根据总体设计的要求合理确定结构参数和连杆体与连杆盖的剖分形式。2. 4连杆的材料性能及特点柴油机连杆在整个工作过程中受拉伸、压缩以及惯性力和连杆力矩所生成的交变的载荷，尤 其是大功率柴油机的工作条件更差，因此必须保证连杆具有足够的疲劳强度及结构刚度。这就要 求在连杆材料的选择上针对具体的柴油机而采用

15、高强度材料并辅以综合措施。目前用于连杆的材料多为中碳钢，而对大功率柴油机连杆则多采用高强度合金钢。柴油机连 杆选用中碳合金优质钢，选用中碳合金钢是因为它经过调质热处理之后能够发挥良好的机械性能 加进少许合金元素是为了再提高其机械性能在钢中加入镒元素使钢具有较高的拉伸强度极限、较 高的硬度及较好的韧性；加入少量铭不但能大幅度提高拉伸强度极限和硬度，还能增加钢在热处 理时的稳定性；铝加入钢中能使钢具有较大的强度极限、屈服极限和很好的塑性。这种钢经过 热处理后具有纤维断面,这对受冲击、受交变载荷的连杆特别有用。3. 5本章小结本章内容主要是为了连杆的设计与计算作铺垫，对连杆设计结构特点进行了简要地分

16、析，并 说明了连杆的工作条件和设计要点，同时对连杆用材料进行了比较与分析。12第三章连杆的基本设计3.1连杆结构及长度的确定单列式柴油机的连杆，根据大头的结构一般可分为平切口、斜切口连杆及分体式连杆。多列 式柴油机的连杆有并列连杆、叉形连杆、主副连杆等类型。本论文所设计的某船艇用柴油机已知的技术参数数据为：功率 P=190KW转速 n=2500r/min六缸水冷四总程直列缸径 D= 130mm行程 123. 5mm单缸容积1.64L六缸排量9. 84L平均有效压力0. 927MP缸心矩1691nm曲柄半径61. 75mm连杆长221. 5mm压缩比16增压度30连杆的长短直接影响到柴油机的高度

17、及侧压力的大小,较长的连杆能使惯性力增加,而同时在 侧压力方面的改善却不明显。因此在柴油机设计时,当运动件不与有关零部件相碰时,都力求缩短 连杆的长度。连杆长度L （即连杆大小头孔中心距）与结构参数4 =彳（R为曲柄半径）有关。连杆长度越 短，即/越大，则可降低发动机高度，减轻运动件重量和整机重量，对高速化有利，但九大，使二 级往复惯性力及气缸侧压力增大，并增加曲轴平衡块与活塞、气缸相碰的可能性。在现代高速内燃机中，连杆长度的下限大约是1=3.2,即4=1/3. 2,上限大约是1=4R。连杆 长度的确定必须与所设计的内燃机整体相适应，连杆设计完成后应进行零件之间的防碰撞校核， 应校核当连杆在最

18、大摆角位置上时是否与气缸套的下缘相碰，以及当活塞在下止点附近位置上时 活塞下缘是否与平衡重相碰，它们之间的最小距离都不应小于25亳米。在机体的设计中，已经根据要求设计出连杆长度为221. 5mm。3. 2连杆小头的设计3. 2. 1小头结构型式现代内燃机绝大多数采用浮式活塞销，也就是 说，在运转过程中活塞的销座中和在连杆的小头中 都是能够自由转动的。本连杆的小头的设计采用薄壁圆环形结构，优 点是构形简单、制造方便，材料能充分应用，受力 时应力分布较均匀。连杆小头的构造如图3-1所 示：图3-1连杆小头结构型式4. 2. 2小头结构尺寸小头主要尺寸为连杆衬套内径d和小头宽度bl (通常小头和衬套

19、制成同样的宽度)。bl取决 于活塞销座间隔b。连杆小头主要尺寸比例范围大致如下：D=(0. 280. 42) D6 二(04-0. 08) dd»= (0. 91.2) ddk (1.21.4) dt根据柴油机设计手册要求，初步设计连杆小头的主要尺寸为：连杆小头衬套内径d=50mm,小头衬套厚度5=2. 5mm宽度同小头同宽小头孔径di=55mm小头外径d2=70mm小头宽度瓦二48mm小头油孔直径cL=6mm3. 2. 3连杆衬套衬套与连杆小头孔为过盈配合，青铜衬套与活塞销的配合间隙大致在(0.00040.0015) d 的范围内，在采用粉末冶金衬套时，由于衬套压入后，内径会缩小，

20、因此配合间隙应适当放大， 一般大致在(0.00150.0020) do在四冲程柴油机中，为减少小头轴承的冲击负荷，间隙应尽 量取小些，以不发生咬合为原则。在小头上方开有集油孔或集油槽，靠曲轴箱中飞溅的油雾进行润滑。润滑油的均匀分布可通 过衬套上开布油槽来达到。设计衬套宽度与连杆小头等宽，厚度为2. 5mm,选用铅青铜材料。3. 3连杆杆身连杆杆身的截形十分重要,它应能在保证强度的前提下有尽量较轻的重量,此外,还要有利于 该截面形状向大端、小端的过渡,因此柴油机连杆杆身常采用工字形截面。连杆杆身采用工字形截 面，其长轴位于连杆摆动平面，这种截面对材料利用得最为合理。连杆杆身截面的高H 一般大约是

21、截面宽度的1. 5-1. 8倍，而B大约等于(0.26-0. 3) D(D 为气缸直径）。为了使杆身能与小头和大头圆滑过渡，杆身截面是由上向下逐渐增大的。杆身的最 小截面积与活塞面积之比，对于钢制连杆来说大约是在, 的范围内。25 30根据柴油机设计手册要求，本连杆设计的杆身尺寸为：杆身高度H=48. 8mm杆身宽度B=32mmt=6mm3. 4连杆大头3. 4.1大头结构型式连杆大头为了与曲轴相配，都用剖分式结构。从结构简单、对称和刚度、强度出发，连杆体 与连杆盖的剖分面一般均垂直连杆轴线，称为平切口连杆。不过，从内燃机装拆方便性出发，要 求连杆大头在拆卸连杆盖后应能通过所缸孔，即BXD（最

22、小空隙应为0.5皿左右）。实践表明，当 曲柄销的直径大于0.65D时，具有足够强度的平切口连杆大头一般就不能满足上述要求。这时就 不得不采用斜切口连杆。平切口连杆结构型式如图3-2所示：图32平切口连杆的基本型式在本设计中的某船艇用柴油机中，由于曲柄销的直径D2=80. 6mm,缸径 D=130mm, -=0. 62<0. 65,所以采用平切口连杆。3.4.2大头尺寸大端孔径主要取决于曲柄销直径及连杆轴瓦厚度，根据柴油机设计手册要求，本连杆 设计的大头主要尺寸为：连杆大头轴瓦厚度3=3mm,大头孔径 D：=80. 6+3 X 2=86. 6mm大头宽度b2=51mm螺栓矩 L=(L 20

23、1. 30) Di 取 =108=1. 272D：螺栓孔外侧边厚不小于(2-4) mm取螺栓孔外侧边厚3mm连杆大头高度 及二乩二0. 50Dx=43. 3mm1.4. 3大头定位方式平切口连杆采用螺栓定位方式，可防止连杆体和连杆盖安装错位，连杆螺栓不承受剪切作用。 本设计所采用的连杆是M12类型。3. 5过渡区连杆的过渡区域需要较大的过渡半径。连杆小端工作时,下半部主要承受燃气的爆发压力,而 上半部则承受着活塞组的往复惯性力，所以连杆小端到杆身的过渡结构对小端的强度有很大的影 响,其切点处常常是应力高峰值的所在地,因此小端和大端与杆身连接处采用大圆弧过渡,一方面 提高小端与大端的刚度,另一方

24、面也减少了这些地方的应力集中。4. 6本章小结本章内容是本论文的关键部分，概据已知的船艇用柴油机性能特点，严格按照柴油机设计 手册，进行该柴油机连杆的设计，选定了连杆的结构型式、大小头及杆身的结构和尺寸，以及润 滑方式、定位方式等，是以下几章三维建模和计算校核的基础。起始值：v £ 0 室米同结束值 ZH囹卜岫 亳米国图建立连杆毛坯双边 单边 对称的第四章连杆三维模型的建立根据上一章己经设计出来的连杆结构和尺寸，运用UGNX3.0进行三维建模。因为过程中有很 多的步骤,不可能一一详列，故本论文省略了一些小的过程,只将建模的一些关键过程记录下来回o4.1建立连杆大小头及杆身建立新文件选

25、择菜单中的【文件】一【新建】命令，出现【新建部件文件】对话框，在【文件名】栏中 输入“lianganOl"，选择【单位】栏中的【毫米】，单击【确定】。绘制连杆俯视图轮廓线调用建模模块选择菜单中的【应用】一【建模】命令进入建模模块。环境参数设置绘制基本曲线运用直线、圆、倒角、剪切等命令按照设计的尺寸绘制出轮廓曲线。如图4-1所示：图4-1连杆轮廓基本曲偏置起始|0I亳米,结束卜I亳米,J 锥角1J 类型|自起点简单化|2 I度 gI 0启用预览1确定I 应用I取消建立拉伸体选择拉伸命令，弹出拉伸对话框，如图4-2所示。选择上上一步建立的轮廓，沿ZC轴正负方 向各拉伸16nm1。拉伸对话

26、框如图4-2所示： 拉伸操作如图4-3所示：4-2拉伸对话框图4-3拉伸操作建立凸台特征选择【凸台】按钮，选择所拉伸的直径身度拔模角55任何实体的上表面反侧确定应用取消为放置面弹出凸台对话框，输入参数，如图4-4所示。点出0K按钮，弹出【定位对话框】，选择【点到点】定位方式，如图4-6所示。选择【放置面】的实体边为定位目标，如图4-5所示。弹出【设置弧的位置】对话框，选择【圆心】按钮，如图4-8所示，得到凸台特征。4-4建立凸台图4-7定位方式16图4-5选择圆弧边图4-8设置弧的位置用同样的方式在大小头的两面分别建立需要的凸台特征。建立表面圆角建立圆柱特征建立拔模特征 ©移动WCS

27、隐藏实体移动并复制部分曲线隐藏部分曲线(4)杆身工字形槽的建模进入草绘命令曲线偏移右击鼠标，改变视图方向为【俯视图工 藏边方式】为【不可见】，选择要偏移的曲线, 确认，系统提示偏移方向向下，在弹出的对 输入6作为【偏移量】，然后确定。按同样方 外三条线。曲线倒圆运用【插入】一【圆角】命令，为刚 四条线分别倒圆，得到如图4-9所示结果。完成草绘命令建立拉伸体选择刚才所建的草绘平面，进入拉伸 尔命令，选择差，如图4-10所示。然后可 槽。设置【隐 单击中键 话框中， 法偏移另才偏移的命令，布得工字形4-9曲线偏移结果图4-10建立拉伸体引用特征点击【引用特征】命令，再点击【镜像特征】，弹出【镜像特

28、征对话框】，然后选择刚才所建 的特征为【镜像体】，如图所示。添加之后，再选择【镜像平面】命令，选择XC-YC平面】为镜像平面，确定后可得 另一侧的工字形槽。如图4-11所示：图4-11镜像特征建立连杆大小头孔及实体倒圆建立孔特征进入【插入】一【设计待征】一【孔命令 选择实体上表面为孔的【放置面】，设【孔类 型】为【简单孔】，输入直径55,深度60,尖 角为0,点击确定按钮，然后弹出【定位】对 话框，选择【点对点】定位方式，然后选择小 头边缘，设置【弧的位置】为【圆心】，再点 击确定按钮。如图4-12所示:。图4-12建立孔特征用同样的方式建出大头的模型。改变视图实体倒圆（6）建立油孔改变视图方

29、向变换原点位置选择格式WCS原点命令，捕捉小头孔中心为坐标原点。如图4-13所示o再偏移坐标原点至对称中心。格式通 工具 装配电）信息工）分析也）预设置。应$毛”的设置。.WCS原点©)引用集感动态. 旋转皿特征成组史）.回显示9 g保存击方位但）於更改xc方向篁） 建更改YC方向图4-13变换原点位置设置基准平面选择【基准平面】f【固定基准】f XC-ZC平面】为【放置平面】，如图4-14所示：建立沉头孔设置孔直径为6mm,建立结果如图4-15所示:图4-14设置准平面31图4-15建立油孔槽入一长方算，得到结建立轴瓦定位变换WCS变换视图插入长方体在已定好的位置插 体，基本参数为

30、 a=6nun, b=5nun, c=l. 4mm)拉伸切割实体布尔操作选择差运 果如图4-16所示：图4- 16建立轴瓦定位槽(8)建立连杆螺孔特征移动WCS螺纹建立基准轴建立孔特征建立螺纹特征选择【插入】一【设计特征】一【螺纹命令】一【详 细的】，如图4-17所示：擦纹类型O符号的©详细的主直径副直径长度螺距角度旋转©右手。左手|55|亳米50亳米1.5亳米60度0S0同回选择起始确定 应用 取消图4-17建立螺纹运用同样方法建立另一边螺孔，如图4-18所示：图4-18螺纹孔4. 2建立连杆端盖建立连杆端盖的过程比较简单，很多过程与上一部分相似，这里不再赘述°

31、建成的连杆端盖如图4-19所示:图4-19连杆端盖图4. 3建立连杆螺栓建立新文件绘制圆和多边选择【插入】f【曲 一【基本曲线】，单击圆 钮，在【跟踪栏】对话 指定指定圆的参数，半 6,圆心为(0, 0, 0), 认键生成一个圆。图 4-20制圆和多边形形线】按框中径为 按确选择【插入】f【曲线】一【多边形】命令，进入多边形绘制方式，在【多边形】对话框输入【侧面数】为6,单击确定按钮，在【生成方式】对话框中选择【外切圆半径】，在随后弹出的曲线建立回转体对话框中输入多边形拉伸多边形草绘回转体轮草绘结果如图的参数。廓线4-21所示:图4-21回转体轮廓(6)建立螺纹，如图4-22所示:图4-22螺

32、栓移动工作层(8)建立拉伸体和回转体，结果如图4-23所示:图4-23建立回转体4. 4装配工作部件(1)加入组件调入连杆组装配所需的文件，选择【装配】工具条上的【添加已存的】命令，出现【选择部 件】对话框，在对话框中单击 法隔通 按钮,出现选择【部件名】对话框，在文件夹里选择 端盖零件，单击【确定】，主窗口右下角出现一组件预览小窗口。(2)定位组件系统出现【添加已有部件】对话框，在引用集下拉框选择【实心的】选项，在【定位】下拉 框选择【绝对的】选项，在【层选项】下拉框选择【原先的】选项，然后单击【确定】按钮，出 现【点构造器】对话框，在此对话框中单击WZ按钮，然后单击【确定】，则加入了第一个

33、组件。(3)装配螺栓按照步骤2同样的方法加入螺栓零件，然后进行定位，系统出现【添加已有部件】对话框， 如图所示，在定位下拉框中选择【配对】，然后单击【确定】，出现【配对条件】对话框，在次对 话框中【配对类型】工具栏选择旧图标。装配结果，如图4-24所示：图4-24装配结果4. 5装配质量分析在UGNX中，能够很方便地反映出所建模型的质量、质心、面积、体积、惯性矩、回转半径 等信息。打开已装配好的文件设置材料性能分析选择【分析】一【质量特性】一【装配质量管理】，弹出【重量管理】对话框一【工作部件】, 单击【确定】，自动分析出相关的信自，如图4-25所示：言息文件CF)编辑CE)卜=列出信息创建干

34、：Administ rat or日期；2。8-6-12 9:25:30当前工作部件:D: 001biyeshej iUG-MianganOO 1. prt节点名：5f5cda9345864ab工作部件1 i ang anO 01 . prt排列Ar rang erne nt 1信息单位克-亳米61220089:25工作部件属性:已计算重量数据 使用的精度0.990000000窕面体一质度积积量=0.007830640=119619.838286820=331195. 959460650=2593.476327991Xc坐标条Yc坐标条Zc坐标条一阶矩-0.01974437383.3599315

35、51=-16.009071547图4-25装配质量信息5. 6本章小结本章类容是论文重要的一部分,在上一章设计出连杆结构类型和尺寸的基础上,运用UGNX 3. 0 建立连杆的模型。在建立好连杆的各个部件之后，再进行连杆的装配。这一部分是下章连杆有限 元分析及强度校核的基础。第五章柴油机连杆的有限元分析及强度校核5.1 连杆几何模型的建立5.1.1 连杆的材料性能及特点柴油机连杆在整个工作过程中受拉伸、压缩以及惯性力和连杆力矩所生成的交变的载荷，尤 其是大功率柴油机的工作条件更差，因此必须保证连杆具有足够的疲劳强度及结构刚度。这就要求 在连杆材料的选择上针对具体的柴油机而采用高强度材料并辅以综合

36、措施。目前用于连杆的材料多为中碳钢，而对大功率柴油机连杆则多 度合金钢。本论文中由于不考虑温度的影响，材 取为常数。连杆和连杆端盖的材料均为 服强度可达800 MPa ,弹性模量为 2. 2E+5 （ N/mm2 ），密度 取 7. 83E-5（依并认为考虑范围仅限于线弹采用高强5. 1.2几何模型的建立当前，有限元分析技术在发动机零部 程中发挥着越来越重要的作用，它不仅缩 周期，而且也大大提高了设计精度。该软 互式将有关连杆几何形状、材料特征和计 参数输入后，软件就可进行如下处理：（1） 有限元网格及变厚度处理等有关参料系数可40Cr,其屈性。件设计过 短了设计 件采用交 算工况的 生成连杆

37、图5-1有限元分析结构网格图数；（2）自动进行载荷处理；（3）计算单元刚度；（4）计算节点位移；（5）计算节点应力；（6）计算各节 点的主应力，并求出最大主应力及其位置；（7）计算各强度理论中的相当应力，并求出最大相当应 力及其位置；（8）绘制单元网格图、边界应力图和边界变形图。结构程序如图5-1所示：利用UGNX3. 0建立三维立体模型首先建立准确、可靠的计算模型，是应用有限元法进行分析 的重要步骤之一。在进行有限元分析时，应尽量按照实物来建立有限元分析模型，但对结构复杂 的物体，完全按照实物结构来建立计算模型、进行有限元分析有时会变得非常困难，甚至是不可 能的，因此可进行适当的简化。一般来

38、说，因模型带来的误差要比有限元计算方法本身的误差大 得多。所以，结构有限元计算的准确性在很大程度上取决于计算模型的准确性。为了较准确地计算出连杆的应力情况，本文的连杆计算模型只对连杆大头做了简化处理:包 括将连杆大头看成一个整体，不考虑连杆螺栓，去掉了连杆大头的加强筋。将建好的模型导入ANSYS 10.0中，进行修复和修改。5.1.3 网格的划分在网格划分之前，需要定义单元属性，包括单元类型、实常数和材料模型等。这些属性对有 限元分析来说，非常重要，不仅影响到网格划分，而且最关键的是，对求解的精度影响极大。对 于操作过程，只简述一个，其余具体操作不再赘述。定义单元类型选择主菜单中【Prepro

39、cessor】一（Add/Edit/Delete -* Element Type】，然后如图 5-2 所 示，选择【Solid】f lOnode 92 f OK定义单元类型图5-2定义实常数定义材料模型赋予单元属性在有限元 单元。在 元，不同的 领域、单元有限元分析的基础是单元，所以， 分析之前必须将实物模型划分为等效节点和 ANSYS单元库中有100多种不同类型的单 单元类型决定单元的自由度、代表不同的分析 是属于二维空间还是三维空间等特性。由于连杆形状较为复杂，在满足计算精度要求的情况下，为了让结点数量尽量少，本论文对 整个连杆采用能较好模拟物体形状的自由三维四面体Solid 92划分自由

40、网格，连杆有限元网格如 图5-3所示：图5-3连杆有限元网格图5.2 计算工况的选择和计算条件的处理在内燃机工作时，连杆作复杂的平面运动，它受到的力是周期变化的。本软件模拟最恶劣的 工况进行计算，即把连杆的受力状态固定在工况最恶劣的瞬时，化为在静力作用下的应力分析问 题来处理。在连杆的两个侧面并无外力作用，连杆的长度又远大于厚度，因此，本软件把连杆的 应力分析问题简化为变厚度的应力问题来处理。为了计算方便，计算时把连杆与大头和大头盖作 为整体处理。5.2.1 连杆载荷连杆工作时承受复杂周期变化外力。最危险的工况是受最大拉力和最大压力工况。根据连杆 设计计算的经验可知，连杆的最大压力出现在燃烧膨

41、胀行程上止点后20。，此压力通过活塞销作 用在连杆小头内侧下部与活塞销相接触的圆柱面上。最大拉力则发生在排气行程终了的上止点， 此拉力通过活塞销作用在连杆小头内侧上部与活塞销相接触的圆柱面上同。这两个力沿接触面圆 柱面周向按余弦规律分布。如图5-4所示：图5-4连杆受力简化模型的径向力集度3/而)。左图中为连杆小头与活塞的接触角，一般可取120。， 沿连杆厚度方向近似均匀分布。其分布规律为：%? =%cos(3/7/2)%一为最大径向力集度狈一为任意点处5.2.2 连杆载荷的计算已知：活塞组质量 M,= 2.529依连杆小头质量 M? = L628依连杆大头质量A7, = 1.174最大爆发压

42、力4a =10Mg 曲柄销半径,=0.06175w 连杆长度 L = 221.5mm 主机转速n = 2500/7 niinmi. 2d 田42江 2500x3.14x2 ”.“r 一则曲轴角速度 co = 26 .6667rad / s6060ar = 68469.444曲柄连杆比几=2="二=0.2787L 221.5(1)最大受拉工况：取进气开始时刻的最大惯性载荷作为连杆的最大受拉工况，此时连杆小头受到的是活塞组Ml 的最大往复惯性力：舄 ix =必济(1 + 乃=2.529 x 0.06175 x 68469.444 x (1 +0.2787) = 13672.6O49N/连

43、杆大头则是承受活塞组也和连杆小头往复惯性力及连杆大头产生的回转惯性力：片=+52a + A =(必+%)X，苏(1 +4)+ M/人= (2.529 + 1.628) x 0.06175 x 68469.444 x 1.2787 + 1.174 x 0.06175 x 68469.444=22474.1074 + 4963.6581 = 27437.7655N式中P"，E分别为活塞组、连杆小头和连杆大头的惯性力。小头内孔表面120°范围内的面积为：.1 , ，A = 一 x 24 x 27.5 x48 = 2763.2- 3大头内孔表面120°范围内的面积为：A

44、= x 2 x 43.3 x 51 = 4622.708?/ 3连杆小头受到的是活塞组Ml的最大往复惯性力，这个力在小头内孔表面120。范围内的面积 上产生的压力为：匕3672.6。49”4.948'/加,2 A 2763.2mm2连杆大头则是承受活塞组M和连杆小头往复惯性力及连杆大头M7产生的回转惯性力，这个力在大头内孔表面120°范围内的面积上产生的压力为:Pjmax6 _ 27437.7655N 工 一 4622.708加= 5.9354N/，/(2)最大受压工况：已知气缸内最大爆发压力为:4 £>2x(130x10-3V匕心=xP. =-x10x106

45、 = 132665A<©max 4Z4气缸内气体最大爆发压力的一瞬间，此时连杆承受最大压力以及活塞组和连杆体本身的惯性 力。这时连杆小头载荷为：% =而 + 当a = max 一 当a =於2665 13672.6049 = 11899Z3951N这个力在小头内孔表面120。范围内面积上产生的压力为:内 P； 118992.3951，八“”、一,= = 40.0633N/?/1 ' A 2763.2连杆大头上的载荷为:&2 = Emax 一 (舄Inux + 2nm + A) = 2max 一5=132665 - 27437.7655 = 105227.234这

46、个力在大头内孔表面120。范围内的面积上产生的压力为:“Pq 105227.234)= = 22.7631N/犷人3 A4622.708523连杆边界条件的处理对于连杆大头边界条件的处理，假定曲柄销当作刚体固定，连杆受压工况，在连杆大头内侧 上部120。圆柱面上施加径向约束。连杆受拉工况，则在连杆大头内侧下部120。圆柱面上施加 径向约束。为了保证计算模型满足实际情况，在连杆宽度方向中剖面上施加对称约束，这样整个连 杆的约束就完全了，没有其它刚体位移。所以，连杆大头、小头上的拉伸、压缩载荷均按120°范围内成余弦规律分布，在。处载荷最大，在±60处载荷为零。惯性力均匀作用于

47、模型中所有节点上。连杆模型边界条件如图5-5和 图5-6所示：分析时，要在ANSYS界面的输入窗口中输入的计算程序式为：* get, nmax, node, num, max* get, nmin, node, num, min* dim, tl, array, nmax, 1, 1* do, k> nmin, nmax* if, nsel (k), eq, 1, thenc=(ny(k)-180)/180*3.14fn=abs(45. 93*cos(3*c/2)tl(k)=fnelsetl(k)=0endif*enddosffun, pres, tl (1)sf, all, pres,

48、 0对于连杆拉压工况不同角度位置的的输入时要改变上列程序c=(ny(k)-180)/180*3.14中的 角度，大头下端120度面受力情况分析时计算式为:c=(ny(k) 120)/240*3. 14o对于其它位置，依次类推。ELEMENTSAN0 0332481.1722.491.5136741.8573 2324口物56/4.573工 94JUM )4 330309:14 56liongan-solucion图5-5连杆受拉工况下的应力分布AN图5-6连杆受压工况下的应力分布5.2.4约束条件假定曲柄销当作刚体固定，连杆受拉工况，在连杆大头内侧上部120度圆柱面上施加径向约 束，并在大头端

49、面一侧上施加除径向外的其余两方向上的约束。连杆受压工况，在连杆大头内侧 下部120°圆柱面上施加径向约束，并在大头端面一侧上施加除径向外的其余两方向上的约束。为 了保证计算模型满足实际情况，在连杆宽度方向中剖面上施加对称约束，这样，整个连杆的约束 就完全了。5.3 连杆应力分析运用ANSYS 10. 0对连杆进行应力分析，如图5-7和图5-8所示：39图5-7连杆拉伸工况下的变形MODM 30LUTI0M5TEP=LSUB =1TIMESSEQV (JLVG)DMZ 024183SMN 095623SMX -153.724ANJUM U2D0S 10 30； ISSHBKZ 0953

50、30.91763 3X&& 6至120. 784以27s62.90490. )64】2R 058153.724liangan图5-8连杆压缩工况下的变形经ANSYS中进行计算后，连杆在拉伸、压缩工况下的应力分布图如上所示。从图中可以看出:在最大受拉工况下，连杆小头的最大应力峰值出现在下头顶部油孔附近、小头两边中心处， 杆身部分的最大应力峰值出现在小头与杆身过渡处；最小主应力峰值出现在内孔底部。在最大受 压工况下，连杆小头的最大主应力峰值出现在小头底部；最小主应力峰值出现在顶部；杆身处的 最大应力峰值出现在与小头连接处，尤其是一些小角处，应力集中比较明显。在最大受拉工况下，连杆大

51、头最大主应力峰值出现在连杆下螺栓凸台的过渡处和内圆孔顶部。 在最大受压工况下，连杆大头最大主应力峰值分别出现在大头内孔底部中心、大头和杆身过渡处, 另外出现应力峰值的部位还有内孔与端面的边界处。由拉压变形可以看到明显的一点就是，杆身受力很小，导致大端被压变形较大，这说明杆身 的尺寸过大，强度太高导致。5.4 连杆安全系数计算连杆承受拉、压载荷作用而产生拉压交变循环应力，连杆拉压疲劳安全系数按下式计算同:4/% + 式中材料在对称循环下的抗拉压疲劳极限，% = (0.7 0.9)、 取q =(0.45 0.55)% 取b7对称循环情况下材料的抗弯曲疲劳强度外材料的强度极限 取5 =800 &qu

52、ot;2贝 I)= 0.8 x 0,5 x 800 = 320MPa%应力幅o-p-cr. 153.724 + 74.286，一 八”q =上=114.00522% 一平均应力153.724-74.286 “八=39.7192分一一考虑表面加工情况的工艺系数，其值取0.75； 九一一为角系数，表示平均应力对脉动部分的影响,其值取 0.2代入计算得，连杆安全系数：320n = 2.0006114.005/0.75 + 0.2x39.719考虑到动载荷，连杆轴承磨损，连杆加工误差以及连杆工作中由于偏斜引起的压力沿轴分布 不均匀及活塞卡缸可能行等造成的影响，一般推荐连杆疲劳安全系数在L5到2.5的范

53、围之内，而 大多推荐在2.0以上，所以本方案在许用范围之内。通过前面的分析和计算可知同，所设计的连杆的疲劳安全系数为2.0006,对于发动机关键零 件的要求为：在制造工艺稳定的情况下，其安全系数应大于1.5,因此本论文设计的连杆的疲劳强 度达到了设计要求。5.5本章小结本章内容是本课题的核心部分，也是前三章所要的结果，所以本章的内容十分重要，另外， 本章是本课题最难的一个部分，涉及到有限元分析软件ANSYS的运用。本章的主要内容是利用ANSYS软件进行连杆的前处理过程，包括实体建模、定义材料属性、 定义单元类型、定义单元实常数和网格划分；求解过程，包括施加载荷、边界条件和进行求解计 算；后处理过程，包括结果的观察、分析和检验。经过这三个环节，就完成了基于ANSYS的连杆 强度分析。本章内容分析